学士学位论文 第2章 汽车主减速器的设计
（3）所求得的日常行驶平均转矩区别较大。当计算从动锥齿轮最大应力Tc时，计算转矩取前面情况（1），（2）中的较小值,即TC?minTce,Tcs；当计算从动锥齿轮的疲劳寿命时，
Tc一般取Tcf。
??主减速器主动锥齿轮的计算转矩为
Tz?式中：
Tc io?GTz——主动锥齿轮计算转矩，单位为N·m
?G——主、从动锥齿轮间的传动效率，取0.9
当计算锥齿轮最大应力时，取计算转矩Tz=908.08N·m； 当计算锥齿轮疲劳寿命时，取计算转矩Tz=1148.79N·m。
2.4.3 主减速器锥齿轮基本参数的选择
主减速器锥齿轮的基本参数包括锥齿轮齿面宽、分度圆直径、法向压力角、齿轮齿数、螺旋角、法向端面模数等。
（1)一般为了工作稳定以及啮合容易，主、从动锥齿轮齿数Z1和Z2不会有公约数，且两齿数总和不会超过50，同时还需考虑齿轮工作时发出的噪声、齿轮各项强度等因数。 当然，对于不同的主传动比，Z1和Z2应有适宜的搭配，当i0较小(如i0=3.5～5)时，Z1可取为7～12，综合考虑，取Z1=9，Z2=iZ1=9×4.21=37.89，Z2取38。
（2）对于单级主减速器及其相关组成部件来讲，增大分度圆直径尺寸d2会影响汽车多项几何参数，比如驱动桥壳的高度尺寸或者说是离地间隙等，则会进一步影响到汽车通过性、安全性等相关指标，而减小分度圆直径d2却会影响到主动齿轮上轴承的放置、跨置式支承效果以及差速器的安装等。
d2初选，有
d2=Kd23Tc?14?33440.72mm?212mm
式中：
d2——从动锥齿轮大端分度圆直径，单位为mm
Kd2——直径系数，一般为13.0～15.3，取Kd2=14 Tc——从动锥齿轮计算转矩，TC?min?Tce,Tcs?=3440.72N·m
齿轮法向端面模数mt由下列公式计算得
mt=d2/Z2=212/38mm=5.58mm
同时，mt还应满足：
mt?Km?3Tc??0.3～0.4??33440.72mm?4.53～6.04mm
则初选的齿轮法向端面模数mt=5.58mm满足条件，由相关表格取标准模数mt=6mm 则d2=6×38mm=228mm
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式中：
Tc——从动锥齿轮计算转矩，Tc =3440.72N·m
Km——齿轮模数系数，取0.3～0.4
（3）根据加工的难易度、材料的选取、轮齿应力强度、工作状态及载荷和使用情况等综合考虑，从动锥齿轮齿面宽b2≤0.3 A2=65.40mm（A2为节锥距），但一般也有b2=0.155 d2=0.155×212mm=32.86mm≈33mm。b1通常比b2大10％，b1=1.1×b2=1.1×32.86mm≈36mm。
（4）一般情况下，不作特殊说明，所谓的螺旋角默认为齿宽中点处的螺旋角? (中心螺旋角)，而齿轮工作载荷、运行状态、啮合状态即重合度、齿轮轴向力大小等均会随着螺旋角的变化而变化，综合各方面考虑，取?=36°。
（5）虽然锥齿轮的螺旋方向与工作时受力情况及运行平稳等关系不大，但得注意主从动锥齿轮的旋向是相反的，建模时得特别注意区别，当需要计算相关受力情况时，可借助旋向与相关法则判断出轴向力方向。本设计假设主动锥齿轮左旋，从动锥齿轮右旋。
（6）压力角大小?与轮齿强度等有关，压力角大一点也可以延长齿轮疲劳寿命，同时也与齿轮啮合状况密切相关，自然也会影响整个减速器的工作平稳性、安全性等，综合多方面考虑，这里选用16°。
2.4.4 主减速器锥齿轮主要几何参数的计算
相关主要的几何尺寸参数见下表2.2
表 2.2 主减速器锥齿轮的几何尺寸参数表
序号 1 2 3 4 5 6 7 8 9 计算公式 数值 9 38 6mm 33mm 36mm 16° 10.08mm 11.19mm 90° 8
注 释 小齿轮齿数 大齿轮齿数 Z1 Z2 mt 模数 大齿轮齿面宽 小齿轮齿面宽 压力角 齿工作高hg,H1查相关表取1.68 齿全高h,H2查相关表取1.865 轴交角? b2 b1 ? hg?H1mt h?H2mt ? 学士学位论文 第2章 汽车主减速器的设计
10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 d1?mtZ1 54mm 228mm 13.4° 76.6° 107.88mm 18.85 2.61mm 7.47mm 3.72mm 8.58mm 1.11mm 1.97o 4.55° 15.37° 81.15° 11.48° 72.05° 64.53mm 小齿轮分度圆直径 大齿轮分度圆直径 小齿轮节锥角 大齿轮节锥角 节锥距 周节 '大齿轮齿顶高h2,Ka查相关表取0.435 d2?mtZ2 ?1?arctanZ1Z2 ?2?90??1 A0?d12sin?1 t?3.1416mt 'h2?Kamt ' h'1?hg?h2小齿轮齿顶高h1' 小齿轮齿根高 大齿轮齿根高 径向间隙 小齿轮齿根角 大齿轮齿根角 小齿轮面锥角 大齿轮面锥角 小齿轮根锥角 大齿轮根锥角 小齿轮外缘直径 大齿轮外缘直径 小齿轮节锥顶点至齿轮外缘距离 大齿轮节锥顶点至齿轮外缘距离 h1??h?h1' ?? h2?h?h2c?h?hg ?1?arctanh1?A0 ??2?arctanh2A0 ?01??1??1 ?02??2??2 ?R1??1??1 ?R2??2??2 d01?d1?2h1'cos?1 'd02?d2?2h2cos?2 229.21mm d2?h1'sin?1 2d'?02?1?h2sin?2 2?01?112.27mm 22.46mm 9
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31 32 33 s2?SKmt s1?t?s2 5.322mm 13.528mm 36° 大齿轮理论齿厚s2，SK查表2.3取0.887 小齿轮理论齿厚 螺旋角 ? 表2.3 锥齿轮的大齿轮理论齿厚SK
Z1
2.5 轿车主减速器螺旋锥齿轮强度计算
主减速器锥齿轮基本参数选择完成，主减速器锥齿轮几何计算结束之后，一般还需验算其强度，才能确保锥齿轮有足够疲劳寿命，从而能安全可靠地工作。其实，强度计算出的结果也能为前期的开发设计以及后期验证提供一定的参考，一般的机械结构尤其是这种工作极为频繁的零部件，光设计出相关尺寸就去选定好一定材料并不那么可靠，只有经过强度计算才能更好的去加以把握，也有利于后期的有限元结构分析。
而汽车上各部位的齿轮正常工作时会受到各种载荷，而汽车驱动桥所承受的一般都是交替变化的载荷，具体变化形式较为复杂，这里不加以深入研究。主减速器齿轮的损坏形式主要是齿轮齿面疲劳磨损。主减速器齿轮的疲劳寿命主要与平均计算转矩有关，下面用常用的三种强度计算方法进行验算。
（1）单位齿长上的圆周力
在汽车工业中，主减速器锥齿轮的表面耐磨性常常用轮齿上的单位齿长圆周力来估算，即：
p?式中：
F b2p——轮齿上单位齿长圆周力，单位为N/mm
F——作用在轮齿上的圆周力，单位为N
b2——从动齿轮的齿面宽，b2=33mm
圆周力F有如下两种计算方法也是最常用的两种方法，换句话说单位齿长圆周力有两种计算方法。大致如下：
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1）按发动机最大转矩计算
Temaxig?103250?3.46?103?N?1048.48N p?d125?33b22式中：
ig——变速器传动比，常取一档传动比，取ig=3.46
d1——主动锥齿轮分度圆直径，d1=50mm
2）按最大附着力矩计算：
G2?rr?1039800?0.85?0.327?103p??N?724.06N
d2114?33b22式中：
G2——汽车满载状态一个驱动桥上的静载荷，G2=9800N
d2——从动锥齿轮分度圆直径，d2=228mm ?——轮胎与地面的附着系数，取0.85
下表2.4给出许用单位齿常的圆周力，可以根据所求得的结果与表里所给的许用值进行比较，从而能够大致判断前面所设计的各项尺寸能否符合相关受力及强度要求。若符合要求自然更好，不符合给定值则需进一步审核，并需充分结合各项指标，准确分析，不断考虑合理性，从而更好地设计出所需产品。
表2.4 许用单位齿长上的圆周力
随着工业技术的发展与进步，现代汽车设计生产中，材料各项性能的提高以及加工工艺的不断改进，单位齿长上的圆周力常高出表中所列值的20%～30%。故上述两种计算方法所求的结果均符合当代技术的要求。
（2）轮齿弯曲强度计算
螺旋锥齿轮轮齿齿根弯曲应力的表达式为
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